Редуктор цилиндрический прямозубый

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования

Борисовский государственный политехнический колледж

Отделение: машиностроительное

Автомобилестроение

Редуктор цилиндрический прямозубый

Пояснительная записка

Разработал Полонейчик П.Н.

Руководитель

Проекта Шкробышева Н.Л.

2010

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Рисунок 1.1-Цилиндрическая прямозубая зубчатая передача

Исходные данные:

N варианта-20

Число оборотов на ведомой звездочке N4=115

Мощность на ведомой звездочке Р4=3,9

1.1 Определяем КПД всего привода

(1.1)

где -- КПД ременной передачи;

-- КПД зубчатой передачи;

-- КПД пар подшипников;

-- КПД цепной передачи;

=0,94; =0,96; =0,99; =0,92 /1, с.5/

1.2 Определяем мощность электродвигателя

Pэл.дв.=P4/ (1.2)

где P4-- мощность на ведомой звёздочке, кВт;

-- КПД всего привода;

Pэл.дв.=3,9/0,81=4,82

1.3 Определяем общее передаточное число u_общ

(1.3)

где --передаточное число ременной передачи;

-- передаточное число зубчатой передачи;

-- передаточное число цепной передачи;

=2,1; =2,5; =2,9; /2, с.43/

Uобщ.=2,1*2,5*2,9=15,225

1.4 Определяем частоту вращения двигателя n_{дв, об/мин}

(1.4)

где -- общее передаточное число;

n₄-- число оборотов на ведомой звёздочке, об/мин;

=15,225*90=1370,25

1.5 Определяем номинальную частоту вращения двигателя n

Nмаш.=nдв.*(1-S/100) (1.5)

где -- частота вращения двигателя, об/мин;

S=4.7-скольжение

Nмаш.=1445(1-4,7/100)=1384,31

Из существующих типов двигателей выбираем 4АМ100L4У3-асинхронный электродвигатель 4-ой серии, с высотой оси вращения ротора 100мм,четырох полюсный, работает в зонах с умеренным климатом, станина и щиты чугунные или стальные. /1, с.390/:

1.6 Определяем угловую скорость валов редуктора и электродвигателя по формуле 1.6

(1.6)

=3,14*1445/30=151,24 обор/мин

1.7 Определяем мощность на валах редуктора Р, кВт

(1.7)

где -- мощность электродвигателя, кВт;

-- КПД передачи;



1.8 Определяем вращающие моменты на валах редуктора и момент электродвигателя М, НЧм

(1.8)

где --мощность, Вт;

-- угловая скорость, рад/с

2. Расчёт клиноременной передачи

2.1 Выбираем сечение ремня

Выбор сечения ремня производим по номограмме /2, с.82/ в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, Р₁ кВт (номинальная мощность двигателя Р_ном), и его частоты вращения n₁ об/ мин (номинальная частота вращения двигателя n_ном).

Выбираем клиновой ремень нормального сечения Б.

2.2 Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_1min мм, /2, с.84, табл.5.4/ в зависимости от вращающего момента на валу двигателя М_дв, НЧм, и выбранного сечения ремня

d_1min =125 мм;

2.3 Задаёмся расчетным диаметром ведущего шкива d₁. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром d₁ на 1...2 порядка выше d_1min из стандартного ряда /2, с.426/

d₁=160 мм;

2.4 Определяем диаметр ведомого шкива d₂, мм

(2.1)

где -- передаточное число открытой передачи;

-- коэффициент скольжения;

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного 330 мм, /2, с.426/.

2.5 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного

(2.2)

(2.3)

2.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм

(2.4)

где -- высота сечения клинового ремня, мм

=10,8мм /2, с.426/

2.7 Определяем расчетную длину ремня

(2.5)

Значение округляем до ближайшего стандартного 1400 мм /2. с. 426/

2.8 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

(2.6)

2.9 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива

(2.7)

Угол должен быть ? 120?

160??120?

2.10 Определяем скорость ремня

(2.8)

где -- соответственно диаметр ведущего шкива, мм, и его частота вращения, об/мин;

[v]-- допускаемая скорость, м/с;

[v]= 25м/с -- для клиновых ремней;

5,5?25

2.11 Определяем частоту пробегов ремня

(2.9)

где [U]=30 с^-1 -- допускаемая частота пробегов;

4,4?30

2.12 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем [Р_п ], кВт:

(2.10)

где [Р₀ ] -- допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт, выбираем в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости v, м/с, и диаметра ведущего шкива d₁, мм;

С -- поправочные коэффициенты

[Р₀ ]=1,83 кВт; /2, с. 86/

l₀=2240 мм; /2, с. 86/

=1 /2, с. 78/

=0,875 /2, с. 79/

=0,89 /2, с. 79/

=0,95 /2, с. 80/

2.13 Определяем количество клиновых ремней

(2.11)

где Р_иом -- номинальная мощность двигателя, кВт;

[Р_п ] -- допускаемая мощность, передаваемая ремнями, кВт

В проектируемых передачах малой и средней мощности рекомендуется принять число клиновых ремней z ? 5 из-за их неодинаковой длины и неравномерности нагружения

2.14 Определяем силу предварительного натяжения

(2.12)

2.15 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней

(2.13)

2.16 Определить силы натяжения ведущей и ведомой ветвей, Н

(2.14)

(2.15)

2.17 Определяем силу давления на вал

(2.16)

Проверочный расчет

2.18 Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм²

(2.17)

где а) --напряжения растяжения, Н/мм²

(2.18)

А=138 мм² /2, с.418/

Н/мм²

б) -- напряжения изгиба, Н/мм²

(2.19)

где =80 Н/мм² -- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; /2, с.418/

-- высота сечения клинового ремня, мм

=10,5мм /2, с.418/

Н/мм²

в) --напряжения от центробежных сил, Н/мм²

(2.20)

где -- плотность материала ремня, кг/м³

=1250 кг/мм³ /2, с. 81/

Н/мм²

г) --допускаемое напряжение растяжения, Н/мм²

=10 Н/мм² /2, с. 81/

=2,47+5,25+0,03=7,75 Н/мм²

7,75<10

2.19 Составляем табличный ответ

Таблица 2.1 -- Параметры клиноременной передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Частота пробегов ремня	3,9
Сечение ремня	нормальное сечение Б	Диаметр ведущего шкива d1, мм	160
Количество ремней	4	Диаметр ведомого шкива d2, мм	330
Межосевое расстояние , мм	482,66	Максимальное напряжение , Н/мм2	7,75
Длина ремня , мм	1400	Начальное напряжение ремня	216,14
Угол обхвата ремнем ведущего шкива	160	Сила давления ремня на вал	1702,85

3. Расчет цепной передачи

3.1 Определить шаг цепи Р, мм по формуле

(3.1)

где Т₁ - вращающий момент на ведущей звездочке,

К_э - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов

(3.2)

К_д - динамичность нагрузки;

К_с - способ смазывания;

К_и - положение передачи (угол наклона к горизонтали);

К_рег -регулирование межосевого расстояния;

К_р - режим работы.

К_д=1 /2, с.90/

К_с=1

К_и=1

К_рег=0,8

К_р=1,25

Z₁ - число зубьев ведущей звездочки

Z₁ = 29 - 2u_ц = 29-2Ч2,9 = 23,2.

Полученное значение Z₁ =23,2 округляем до 23.

[Р_ц] - допускаемое давление в шарнирах цепи Н/мм, [Р_ц] = 14Н/мм.

н - число рядов цепи, н = 1.

Полученное значение шага «Р» округляем до ближайшего стандартного Р = 19,05мм.

3.2 Определяем число зубьев ведомой звездочки

(3.3)

Полученное значение Z₂=67,28 округляем до целого нечётного числа Z₂=67

3.3 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного

(3.4)

(3.5)

3.4 Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм

(3.6)

где - стандартный шаг цепи

Определяем межосевое расстояние в шагах

(3.7)

= (30…50) Ч 19,05 = 40 Ч 19,05 =762мм.

= 76/19,05= 40

3.5 Определяем число звеньев цепи ?_р по формуле

(3.8)

Полученное значение ?_р округляем до целого четного числа 126.

3.6 Уточняем межосевое расстояние в шагах

(3.9)

Полученное значение не округляем до целого числа.

3.7 Определяем фактическое межосевое расстояние , мм

(3.10)

(3.11)

3.8 Определяем длину цепи ?, мм по формуле

(3.12)

Полученное значение 2400,3 округляем до целого числа 2400 мм.

3.9 Определяем диаметры звездочек, мм

Диаметр делительной окружности:

ведущей звездочки

(3.13)

ведомой звездочки

(3.14)

3.10 Определяем диаметры окружности выступов по формулам

ведущей звездочки: D_?1 = р(К + К_Z1 - 0,31/л) (3.15)

ведомой звездочки: D_?2 = р(К + К_Z2 - 0,31/л) (3.16)

где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба;

К_z - коэффициент числа зубьев:

(3.17)

(3.18)

л = р/d₁ - геометрическая характеристика зацепления

d₁ - диаметр ролика шарнира цепи, d₁ = 19,05мм [3, 147].

л = 19,05/5,94 = 3,2

D_?1 = 19,04(0,7 + 21,4 - 0,31/3,2) = 418,88мм;

D_?2 = 31,75(0,7 + 27,71 - 0,31/3,3) = 896,3мм.

3.11 Определяем диаметры окружности впадин по формулам

ведущей звездочки - D_i1 = d_д1 - (d₁ - 0,175) (3.19)

ведомой звездочки - D_i2 = d_д2 - (d₁ - 0,175) (3.20)

D_i1 = 141,1 - (5,94 - 0,175) =135,37мм.

D_i2 = 405,3 - (5,94 - 0,175) = 402,883мм.

3.12 Проверяем частоту вращения меньшей звездочки n₁, об/мин по формуле

n₁ ? [n], (3.21)

[n] = 15Ч10³/р - допускаемая частота вращения.

[n] = 15Ч10³/19,05 = 787,4 об/мин.

n₁ = 263,678 об/мин [пункт 1.5].

263,678 ? 787,4

3.13 Проверяем число ударов цепи о зубья звездочек U

U ? [U] (3.22)

где U = 4ЧZ₁Ч n₁/(60?_р) - расчетное число ударов цепи;

[U] = 508/р - допускаемое число ударов.

[U] = 508/19,05 = 26,67

U = 4Ч23Ч 263,678/(60Ч126) = 3,237

3,237 ? 26,67

3.14 Определяем фактическую скорость цепи х, м/с

х = Z₁ЧрЧ n₁/(60Ч10³) (3.23)

х = 23Ч19,05Ч 263,678/(60Ч10³) = 1,94м/с.

3.15 Определяем окружную силу, передаваемую цепью F_t, Н

F_t = Р₁Ч10³/ х (3.24)

где Р₁ - мощность на ведущей звездочке, кВт

F_t = 4,42Ч10³/1,94 = 2278,35Н ,

3.16 Проверяем давление в шарнирах цепи, Р_ц, Н/мм²

Р_ц = F_tЧК_э/А ? [Р_ц] (3.25)

где А - площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм².

А = d₁ЧВ₃,

где d₁=5,94 - диаметр валика, мм;

В₃=33 - ширина внутреннего звена цепи, [3, с. 147].

К_э = 1 - коэффициент эксплуатации [пункт 3.1]

[Р_ц] =11,623 кВт;

А = 5,94Ч33 = 196,02,

Р_ц = 2278,35Ч1/196,02 = 11,623 Н/мм²

11,623?14

3.17 Проверяем прочность цепи

S ? [S],

где S - расчетный коэффициент запаса прочности

F_р/

S = F_tЧК_д + F_o + F_х

где F_р - разрушающая нагрузка цепи, F_р = 8,9кН [3, с. 147];

F_t - окружная сила, передаваемая цепью, F_t = 0,762 [пункт 3.15];

К_д - коэффициент, учитывающий характер нагрузки К_д = 1,2;

F_o - предварительное натяжение цепи;

F_o = К_fЧqЧaЧg,

где К_f - коэффициент провисания; К_f = 6 - для передач, наклонных к горизонту до 40°;

q - масса 1м цепи, q = 1,9кг/м [3, с. 147];

а - межосевое расстояние, м;

g - 9,81 м/с² - ускорение свободного падения;

F_o =6Ч1,9Ч 0,762 Ч9,81 = 14,2Н,

F_х - натяжение цепи от центробежных сил, Н

F_х = qЧх²; .

F_х = 1,9Ч1,94² = 7,15 Н

[S] = 8,4 [3, с. 147].

13,82 ? 8,4

3.18 Определяем силу давления цепи на вал F_оп, Н

F_оп = k_вF_t + 2F_о,

где k_в - коэффициент нагрузки вала, k_в = 1,15.

F_оп = 1,15Ч2278,35 + 2Ч14,2 = 2618,5Н

Таблица 3.1 -- Параметры цепной передачи, мм

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип цепи	ПР-19,05-3180	Диаметр делительной окружности звёздочек: ведущей ведомой	141,1 405,3
Шаг цепи	16,94
Межосевое расстояние	762	Диаметр окружности выступов звёздочек: ведущей D?1 ведомой D?2	150,4 418,88
Длина цепи	2400,3
Число звеньев ?р	126
Число зубьев звёздочки: ведущей Z1 ведомой Z2	23 67	Диаметр окружности впадин звёздочек ведущей Di1 ведомой Di2	135,37 402,883
Сила давления цепи на вал Fоп , Н	2618,5
Проверочный расчёт
Частота вращения ведущей звёздочки n1, об/мин	787,4	262,678	787,4?263,678
Число ударов цепи U	26,67		26,67?3,237
Коэффициент запаса прочности s	8,4		8,4?13,82
Давление в шарнирах цепи Рц, Н/мм2	19,05		19,05?11.623

4. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

4.1 Выбираем материал зубчатой передачи

4.1.1 Определяем марку стали: для шестерни -- 40Х, твёрдость ?45 HRC_Э1; для колеса -- 40Х, твёрдость ?350 НВ₁. Разность средних твёрдостей НВ_1ср - НВ_2ср?70. /2, с.49/

4.1.2 Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твёрдость 45…50 HRC_Э1; термообработка -- улучшение и закалка ТВЧ, D_пред =125 мм; для колеса твёрдость 269…302 НВ₂ , термообработка -- улучшение, S_пред =80 мм. /2, с.50/

4.1.3 Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

По графику /2, с. 48/ находим НВ_1ср = 457.

4.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

4.2.1 Рассчитываем коэффициент долговечности

(4.1)

где -- число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

-- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка);

(4.2)

где -- угловая скорость соответствующего вала, рад/с /пункт 1.6/

-- срок службы привода (ресурс), ч

=69,9Ч10⁶ циклов; =22,5Ч10⁶ циклов; /2, с.51/

Для колеса:

Для шестерни:

Так как > и >, то коэффициенты долговечности = 1 и = 1.

3.2.2 Определяем допускаемое контактное напряжение , Н/мм² соответствующее числу циклов перемены напряжений :

для шестерни:

=14 HRC_Э1ср+170 (4.3)

для колеса:

=1,8 НВ_2ср+67 (4.4)

=14Ч47,5+170=835 Н/мм² ;

=1,8Ч285,5+67=580,9 Н/мм² ;

3.2.3 Определяем допускаемые контактные напряжения:

для шестерни: (4.5)

для колеса: (4.6)

Так как НВ_1ср - НВ_2ср=457-285,5=171,5?70, и НВ_2ср=285,5<350 НВ, то шевронная передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

(4.7)

При этом должно соблюдаться условие (4.8)

637,9 ? 1,23Ч580,9

637,9 ? 714,5

Условие соблюдается.

4.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса , Н/мм²

4.3.1 Рассчитываем коэффициент долговечности

(3.9)

где = 4Ч10⁶ -- число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

-- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка); /пункт 3.2.1/

Наработка за весь срок службы: для шестерни для колеса

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости = 4Ч10⁶ для обоих колёс.

Так как > и >, то коэффициенты долговечности = 1 и = 1.

4.3.2 Определяем допускаемое напряжение изгиба , Н/мм² соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений

для шестерни , в предложении что m<3

для колеса

4.3.3 Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни (4.10)

для колеса (4.11)

Так как передача реверсивная, то уменьшаем на 25%:

?????????????? ???????? ???????? ??????

4.4 Составляем табличный ответ

Таблица 3.1 -- Механические характеристики материалов зубчатой передач

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термо-обработка	HВ1ср
		Sпред		НВ2ср	Н/мм2
шестерня	40ХН	125	Улучшение	47,5	835	232,5
колесо	40Х	80	Улучшение	285,5	580,9	220,5

5. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

5.1 Определяем главный параметр -- межосевое расстояние

(5.1)

где -- вспомогательный коэффициент;

-- коэффициент ширины венца колеса;

-- передаточное число редуктора или открытой передачи;

-- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н?м;

-- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм² ;

-- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

Для косозубых передач = 49,5;

= 0,28...0,36 -- для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

=2,5 /пункт 1.3/

= 85,74 Н?м /пункт 1.8/

=1034 Н/мм² /пункт 3.2.3/

Для прирабатывающихся зубьев =1;

Полученное значение межосевого расстояния для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров

5.2 Определяем модуль зацепления

(5.2)

где -- вспомогательный коэффициент;

-- делительный диаметр колеса, мм;

-- ширина венца колеса, мм;

-- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²;

=6,8

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного. =2.

5.3 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

(4.4)



5.4 Определяем число зубьев шестерни

(5.6)

Значение округляем до ближайшего целого числа. =28

5.7 Определяем число зубьев колеса

5.8 Определяем фактическое передаточное число и про вверяем его отклонение от заданного

(5.7)

(5.8)

0,8 < 4

5.9 Определяем фактическое межосевое расстояние

(4.9)

5.10 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм

Диаметр делительный: (5.10)

Диаметр вершин зубьев: (5.11)

Диаметр впадин зубьев: (5.12)

Ширина венца: (5.13)

Проверочный расчёт

5.11 Проверяем межосевое расстояние

(5.14)

5.12 Проверяем пригодность заготовок колес

D_заг ?D_пред

S_заг ?S_пред

Диаметр заготовки шестерни D_заг = (5.15)

D_заг =

66 ?125

Размер заготовки колеса закрытой передачи S_заг= (5.16)

S_заг=

34?80

5.13 Проверяем контактные напряжения , Н/мм²

(5.17)

где К -- вспомогательный коэффициент;

-- окружная сила в зацеплении, Н;

-- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; определяется по графику /2, с.63/ в зависимости от окружной скорости колес , м/с, и степени точности передачи 8 /2, с.62/;

-- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

К=436;

=1;

=1,02;

480,3?514,3

5.14 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса Н/мм²

(5.18)

(5.19)

где -- модуль зацепления, мм;

-- ширина зубчатого венца колеса, мм;

-- окружная сила в зацеплении, Н;

-- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. =1

-- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. =1

-- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи. =1,05

и -- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.

-- коэффициент, учитывающий наклон зуба.

и -- допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/m

=3,6

=3,98

=463,5 Н/мм²

224,86?371,15

5.15 Составляем табличный ответ

Таблица 4.1 -- Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние	118	Угол наклона зубьев	6
Модуль зацепления	1	Диаметр делительной окружности: шестерни колеса	64 174
Ширина зубчатого венца: шестерни колеса	37 33	Диаметр окружности вершин: шестерни колеса	66 176
Число зубьев: шестерни колеса	67 169	Диаметр окружности впадин: шестерни колеса	54 164
Вид зубьев	прямые
Проверочный расчёт
параметр	Допускаемые значения	Расчётные значения	примечание
Контактные напряжения ,Н/мм2	514,3	480,3	480,3?514,3
Напряжения изгиба,Н/мм2		224,86	371,15	224,86?371,15
		224,86	323,05	224,86?371,15

6. Нагрузки валов редуктора

6.1 Определяем силы в зацеплении закрытой передачи

Таблица 6.1 -- Силы в зацеплении закрытой передачи

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы , Н
		На шестерне	На колесе
Цилиндрическая косозубая	Окружная
	Радиальная

6.2 Определяем консольные силы

Таблица 6.2 -- Консольные силы

Вид открытой передачи	Характер силы по направлению	Значение силы, Н
Клиноременная	Радиальная
Муфта	Радиальная

7. Проектный расчёт валов

7.1 Выбираем материал валов

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. Выбираю сталь 45.

Таблица 7.1 -- Механические характеристики стали 45

Dпред, мм;	Sпред, мм;	Термооб- работка	Твёрдость заготовки	ув	ут	у-1
				Н/мм2
125	80	улучшение	235…262НВ	780	540	335

7.2 Выбираем допускаемые напряжения на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения. Поэтому допускаемое напряжение: [ф]к = 10 … 20 Н/ммІ.

7.3 Выполняем проектный расчёт валов на чистое кручение

Таблица 7.2 -- Определение размеров ступеней валов, мм

Ступень вала и её параметры d; l	Вал-шестерня цилиндрическая	Вал колеса
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту	d1
	l1	l1=(1,2…1,5) d1 под шкив;	l1=(0,8…1,5) d1 под звёздочку;
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2	d2= d1+2t
	l2	l2?1,5 d2	l2?1,25 d2
3-я под шестерню, колесо	d3	d3= d2+3,2r
	l3	l3 определяем графически по эскизной компоновке
4-я под подшипник	d4	d4 = d2
	l4	l4=В
5-я упорная или под резьбу	d5	не конструируют	d5= d3+3f
	l5		l5 определяем графически по эскизной компоновке

где t -- значение высоты буртика, мм;

r -- координаты фаски подшипника, мм

f -- ориентировочные величины фаски ступицы, мм

Для быстроходного вала:

мм;

l₁=1,4?22,95=31;

t=2 /2, с.109/

d₂= d₁+2t=22,95+2?2=29 мм;

l₂?1,5 d₂?1,5?26,95=44 мм;

r = 2 /2,с.109/

d₃= d₂+3,2r=26,95+3,2?2=35 мм;

d₄ = d₂=29 мм;

l₄=В= 16 мм; /2,с.411/

Для тихоходного вала:

мм;

l₁=1?d₁ =31мм;

t = 2,5 /2, с.109/

d₂= d₁+2t=30,57+2?2,5=39 мм;

l₂?1,25 d₂?1,25?35,57=58 мм;

r = 3 /2, с.109/

d₃= d₂+3,2r =44,46+3,2?3=46 мм;

d₄ = d₂=39 мм;

l₄=В= 118 мм; /2, с.411/

f=1,6 /2, с.109/

d₅= d₃+3f=54,06+3?1,6=58,86мм;

Диаметры и длины ступеней (кроме d₂ и d₄) округляем до ближайшего стандартного значения /2, с.313/

Размеры ступеней валов сводим в таблицу 7.3

Таблица 7.3 --Размеры ступеней валов, мм

Ступень вала и её параметры d; l	Вал-шестерня цилиндрическая	Вал колеса
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту	27	33
	l1= 31 -- под шкив;	l1= 31 -- под звёздочку;
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2= 30	d2=40
	l2?44	l2?58
3-я под шестерню, колесо	d3= 35	d3= 46
	l3 =95	l3 =95
4-я под подшипник	d4 = d2=30	d4 = d2=40
	l4=В=16	l4=В=18
5-я упорная или под резьбу	не конструируют

7.4 Выбираем предварительно тип подшипника

Тип подшипника: радиальные шариковые однорядные

Серия: легкая

Схема установки: 3 (враспор) /2, c.111/

Типоразмер:

d=25 мм

D=52 мм

B=15 мм

r =1,5 мм

Cr =14 мм

Cor = 6,95 мм /2, с. 411/

для тихоходного вала выбираем:

Тип подшипника: роликовые конические

Серия: лёгкая

Схема установки: 3 ( враспор) /2, c.111/

Типоразмер:

d=35 мм

D=72 мм

Т=18,5 мм

в=17 мм

r =2 мм

Cr =16,8 мм

Cor = 9,3 мм /2, с. 411/

8. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов

Быстроходный вал:

Дано: Ft = 181,6 H, Fr = 66,1 H, Foп = 1564,04 Н, Fб=0 Н; lоп = 67 мм, l_б/2 = 32,5мм, l_б = 65мм; d1=23 мм;

1. Определение реакции в подшипниках в вертикальной плоскости:

?МА = 0

- Fоп?lоп + Fб ? l_б/2 - Ft ? l_б/2 + R_Бy?l_б = 0

R_Бy =(1564,04?67-0?32,5+181,6?32,5)/65=1702,96 Н

?МБ = 0

- Fоп?(lоп + l_б )- R_Аy?l_б + Ft ? l_б/2 +Fб ? l_б/2= 0

- R_Аy=(1564,04?(67+65)-181,6?32,5-0?32,5)/65=3085,4 Н

R_Аy= - 3085,4 Н

Проверка: ?У = 0

R_Аy- Ft+ R_Бy +Fоп=0

-3085,4 -181,6 +1702,96 +1564,04 =0

0=0

Строим эпюры изгибающих моментов.

М1 = R_Бy?(lоп + l_б ) - Ft ?(lоп + l_б /2) +Fб?(lоп + l_б /2)+ R_Аy? lоп=

=1702,96 ?(0,67+65)- 181,6 ?(0,67+0,325)+0- 3085,4 ?0,67=-2067,21Нм

М2= 0

М3 = - Fоп?(lоп + l_б /2) - R_Аy ? l_б/2= -1564,04 ?(0,65+0,67)+ 3085,4 ?0,325= -1077,2 Нм

М3 = Ft ?d1/2=181,6 ?0,23/2=83,54 Нм

М4=0

2. Определение реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости:

?МА = 0

-Fr ? l_б/2- R_Бх?l_б=0

R_Бх=(- Fr ? l_б/2)/ l_б=(-66,1?32,5)/65= -33,05 Н

?МБ= 0

- R_Ах?l_б- Fr ? l_б/2=0

R_Ах=(- Fr ? l_б/2)/ l_б=(-66,1?32,5)/65= -33,05 Н

Проверка: ?х = 0

- R_Ах -Fr -R_Бх = 0 ;

33,05-66,1+33,05=0; 0 = 0

Строим эпюры изгибающих моментов.

М1 = 0

М2 = 0

М3= - R_Ах? l_б/2 =33,05?0,325=10,58 Нм

М4 = 0

3. Строим эпюры крутящих моментов.

Мк = Мz = Fr ?d1/2 = 66,1?0,23/2 = 7,6 Нм

4. Определяем суммарные радиальные реакции:

R_А = = 3085,57 Н

R_Б = = 1703,28 Н

5. Определяем суммарные изгибающие моменты.

М2 = =0 Нм

М3 = = 84,2Нм

Тихоходный вал:

Дано: Ft = 181,6 H, Fr = 66,1H; Foп = 1564,04 Н; Fб=0 Н; lоп = 67 мм, l_б/2 = 34,25мм, l_б = 68,5мм; d2=144мм; Fy=Fоп*sin30=782,02; Fx=Fon*cos30=1354,5

1. Определение реакции в подшипниках в вертикальной плоскости:

?М1 = 0

Fy ? l_on +Fr2 ? l_t/2- R_Дy?l_t = 0

R_Дy=(-Fy*lon-Fr*lt/2)/l_t=(-782,02*67-66,1*34,25)/68,5 = -797,95 Н

?М3 = 0

-R_Сy?l_t -Fr ? lt/2+Fy ? (l_t+ lоп)=0

R_Сy=( Fr ? l_t/2-Fy ? (l_t-+lоп)/ l_t =(66,1?34,25-782,02?135.5)/68,5= -1513,87 Н

Проверка: ?У = 0

R_Сy +Fy -R_Дy -Fr=-1513,87+782,02+797,95-66,1=0

0 = 0

Строим эпюры изгибающих моментов.

М1 = 0

М2 = Fy?(lоп + l_б /2)- R_Дy? l_б/2=1061,14 Нм

М2 = Fr ?d2/2=66,1?1,44/2=47,59 Нм

М3 = 0

М4 = R_Сy?(lоп + l_t )- Fr?(lоп + l_t /2) +R_Дy? lоп=

= -1513,87 ?(0,67+0,685)- 66,1 ?(0,67+0,3425) -797,95 ?0,67= -2645,11Нм

2. Определение реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости:

?М1 = 0

-Ft? l_t/2-Fx*lon+ R_Дх?l_t=0

R_Дх= (Ft ? l_б/2+Fx*lon)/ l_б=(181,6 ?34,25+1354,5?67)/68.5=1415,64 Н

?М3 = 0

-R_Сх?l_б + Ft? l_б/2-Fx*(lon+lt) =0

R_Сх=(- Ft? l_б/2+Fx*(lon+lt))/ l_б=(-181,6 ?34,25+1354,5

*135,5)/68,5=2588,54 Н

Проверка: ?Х = 0

Rсх + Fr- Rдх-Fx = 0 ;

2588,54 +66,1-1415,64 -1354,5

= 0 ;

0 = 0

Строим эпюры изгибающих моментов.

М1 = 0

М2 = Rсх ? l_б/2= 2588,54 ?0,3425=880,1 Нм

М3 = 0

М4 = 0

3. Строим эпюры крутящих моментов.

Мк = Мz = Fr ?d2/2 = 66,1?1,44/2 = 47,59Нм

4. Определяем суммарные радиальные реакции:

Rс = = 2998,7 Н

Rд = = 1625 Н

5. Определяем суммарные изгибающие моменты.

М2 = = 881,38Нм

9. Подбор подшипников

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Сr представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 10 оборотов внутреннего кольца.

Сr = 14000 Н для быстроходного вала (табл. К27, стр.410 [2]), подшипник 307.

Сr = 35200 Н для тихоходного вала (табл. К27, стр.410 [2]), подшипник 209.

Требуемая долговечность подшипника Lh составляет для зубчатых редукторов Lh ? 36000 часов.

Пригодность подшипников определяется сопоставлением, расчётной долговечности Lhр, ч. с требуемой Lh, ч. по условиям Lhр ? Lh.

Lhр = (9.1)

где Р - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

с - показатель степени: с = 3 для шариковых подшипников;

n - частота вращения, об/мин

С - динамическая грузоподъёмность, кН;

(9.2)

где Х -- коэффициент радиальной нагрузки, Х=1

V -- коэффициент вращения, V=1

-- коэффициент безопасности, =1

-- температурный коэффициент, =1

Н

Для быстроходного вала:

Lhр =ч

?36?10³

Lhр является приемлемой, значит типоразмер подшипников выбран верно.

Для тихоходного вала:

Lhр =ч

?36?10³

Lhр является приемлемой, значит типоразмер подшипников выбран верно.

10. Расчёт шпонок

10.1 Призматические шпонки проверяют на смятие, проверки подлежат две шпонки тихоходного вала -- под колесом и элементом открытой передачи и одна шпонка на быстроходном валу -- под элементом открытой передачи

Условие прочности у_см = Ft / Aсм ? [у]см (10.1)

где Ft - окружная сила на шестерне или колесе, Н

Aсм - площадь смятия, ммІ

Aсм = (0,94 h - t₁)?Lp (10.2)

Lp = L - b - рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм

[у]см - допускаемое напряжение на смятие, Н/ммІ

[у]см = 110 Н/ммІ /1, с.252/

10.2 Проверяем шпонку на первой ступени тихоходного вала

d₁=31;L = 25; b=12; h=8; t₁=5; t₂=3.3 /2, с.428/

Lp = 25 - 12 = 13 мм.

Aсм = (0,94?8 - 5)?13 = 37,76 ммІ

у см = 2655,5 / 37,76 = 70Н/ммІ

70?110 Н/ммІ - условие прочности выполнено, шпонка пригодна.

10.3 Проверяем шпонку на третей ступени тихоходного вала

d₃=54; L = 25; b=16; h=10; t₁=6; t₂=4.3

Lp = 25- 16= 9 мм.

Aсм = (0,94?10 - 6)?9 = 30.6 ммІ

= 2655,5 / 30,6= 86,8 Н/ммІ

86,8 ?110 Н/ммІ - условие прочности выполнено, шпонка пригодна.

10.4 Проверяем шпонку на первой ступени быстроходного вала

d₁=22;L = 16; b=8; h=7; t₁=4; t₂=3.3

Lp = 16 - 8= 8 мм.

Aсм = (0,94?7 - 4)?8 = 30,64 ммІ

= 2655,5 / 30,64= 86,7 Н/ммІ

86,7 ?110 Н/ммІ - условие прочности выполнено, шпонка пригодна.

11. Проверочный расчёт валов

11.1 Определяем эквивалентный момент по формуле для валов

Быстроходный вал: Мэкв === 1769 (Н)

Тихоходный вал: Мэкв === 1655.83 (Н)

11.2 Определяем расчетные эквивалентные напряжения у_А. Для быстроходного вала

у_А = (11.1)

где : Wнетто = 0,1d = 0,1*42= 7408.8 мм- осевой момент сопротивления опасного сечения быстроходного вала.

d = 42 - диаметр быстроходного вала в опасном сечении.

у_А = = = 238.77 Н

Для тихоходного вала:

у_А = = = 111.22 Н

где: Wнетто = 0,1d = 0,1*53= 14887.7 мм- осевой момент сопротивления опасного сечения тихоходного вала.

d = 53 - диаметр тихоходного вала в опасном сечении.

11.3 Определяем касательные напряжения

(11.4)

где -- крутящий момент, Н?м

-- полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³

-- полярный момент инерции сопротивления сечения быстроходного вала;

-- полярный момент инерции сопротивления сечения тихоходного вала;

11.4 Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала

(11.5)

(11.6)

где и -- эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Для быстроходного вала:

=1,7 /2, с.257/

=1,45

Для тихоходного вала:

=1,7 /2, с.257/

=1,45

-- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

Для быстроходного вала:

=0,88 /2, с.258/

Для тихоходного вала:

=0,85 /2, с.258/

-- коэффициент влияния шероховатости;

Для быстроходного вала:

=1,0 /2, с. 258/

Для тихоходного вала:

=1,0 /2, с. 258/

-- коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

=2,6 /2, с. 258/

Для быстроходного вала:

Для тихоходного вала:

11.5 Определяем пределы выносливости в расчётном сечении вала, Н/мм²

(11.7)

(11.8)

где и -- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм²

=0,58*335=194,3

Для быстроходного вала:

Для тихоходного вала:

11.6 Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

(11.9)

(11.10)

Для быстроходного вала:

Для тихоходного вала:

11.7 Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

(11.11)

=1,3…1,5

Для быстроходного вала:

?1,4

Для тихоходного вала:

?1,4

Вывод: прочность быстроходного и тихоходного вала обеспечена.

12. Выбор и назначение посадок

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.10.13 /1, с.263/

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.

Посадка звёздочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6.

Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора Н7/js6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

13. Выбор смазки

13.1 Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяется для зубчатых передач с окружными скоростями от 0,3 до 12,5 м/сек.

13.2 Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях у_Н и фактической окружной скорости колес х. Сорт масла выбирается по таблице 10.29, стр.241. В данном редукторе при х = 2,9 м/сек , у_Н = 436 применяется масло сорта И-Г-А-46.

13.3 Для одноступенчатых редукторов объем масла определяют из расчета 0,4…0,8 л. на 1 квт передаваемой мощности. Р = 4,2 квт, U = 0,5?4,2 = 2,1 л. Объем масла в проектируемом редукторе составляет 2,1 л.

13.4 Определяем уровень масла. В цилиндрических редукторах: при окунании в масляную ванну колеса

(13.1)

где m -- модуль зацепления;

13.5 Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями.

Наибольшее распространение имеют жезловые маслоуказатели, так как они удобны для осмотра; конструкция их проста и достаточно надежна. Поэтому для контроля уровня масла выбираю жезловый маслоуказатель.

13.6 Слив масла. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

13.7 Отдушины. При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки отдушины в его верхних точках. В нашем случае она не предусмотрена.

13.8 Смазывание подшипников:

В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы. Выбираю смазывание пластичными материалами. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла. Наиболее распространенной для подшипников качения - пластичной смазки типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79), консталин жировой УТ-1 (ГОСТ 1957-75).

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.

Начинают сборку с того, что на быстроходный вал надевают шариковые подшипники, предварительно набив их пластинчатой смазкой. Собранный быстроходный вал вставляют в корпус, предварительно установив в нем крышки

В начале сборки вала зубчатого колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо затем устанавливают шариковые подшипники, набив их пластинчатой смазкой, потом надевают распорную втулку.

Собранный вал укладывают в основании корпуса и вставляют крышку корпуса. Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью конического штифта и затягивают болты.

Для регулировки зубчатого зацепления необходимо весь комплект шестерни с колесом смещать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с шестерней. Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатсль.

Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

15. Определение массы редуктора

Цилиндрический редуктор -- m = ц р К *10^-9,

где ц -- коэффициент заполнения определить по графикам в зависимости от межосевого расстояния а„ для цилиндрического редуктора

р = 7300 кг/м³ -- плотность чугуна;

К--условный объем редуктора определить как произведение наибольшей длины, ширины и высоты редуктора, мм³

К=H*B*L

где Н-высота редуктора; В-ширина редуктора; L-длина редуктора

К=210*140*300=8820000

Определяем массу: m =8820000*0,44*7300*10^-9=28,3 кг

Определение критерия технического уровня редуктора

Критерий технического уровня определяется по формуле

г=m/T2

где T2-вращающий момент на тихоходном валу

m -масса редуктора

г=28,3/153,47=0,18

Таблица 14.1-Технический уровень редуктора

Тип редуктора	масса	момент	критерии	вывод
Цилиндрический прямозубый	18,3	153,47	Средний технический уровень	В большинстве случаев производство экономически неоправдано

Размещено на Allbest.ru

...